1305

В Советском Союзе винтовые компрессорные машины проек­ тируются и изготовляются для компрессии различных газов, с раз­ личными параметрами и для работы в различных условиях.

На Лениногорской площади Ромашкинского месторождения в те­ чение длительного времени испытывались для перекачки нефтегазо­ вых смесей насос-компрессоры, изготовленные на заводе в г. Казани. С 1964 по 1970 г. были испытаны насосы двух типов: РКО и винто­ вой насос-компрессор 15ВК.

Положительные результаты испытания насос-компрессора 15ВК привели к следующим выводам.

1.Этими насосами возможна перекачка газожидкостных смесей

ссодержанием жидкой фазы до 25% по объему.

2.При номинальных параметрах работы коэффициент подачи винтовых насос-компрессоров достигает 0,9, а изотермический к. п. д. составляет 0,55.

3.Возможна эксплуатация винтовых насос-компрессоров на от­ крытой площадке.

4.Насос-компрессоры имеют широкий диапазон изменений да­ вления на всасывании (более атмосферы) при оптимальном режиме работы без значительного изменения к. п. д. агрегатов.

5.Винтовые насос-компрессоры исключительно просты в обслу­ живании.

6.В двухступенчатом насос-компрессоре, охлаждаемом водой, можно получить большую производительность (100 м3/мин) и срав­ нительно высокий напор (7,84-10б Н/м2 = 8 кГ/см2) при небольших габаритах.

7.Возможно плавное изменение подачи с изменением числа оборотов.

Втабл. -20 приведены сравнительные технико-экономические по­ казатели (в тыс. руб.) создания напора в трубопроводе винтовыми

Как водно из таблицы, насос-компрессоры по сравнению с по­ гружными насосами имеют большие преимущества» особенно по еди­ новременным и эксплуатационным расходам.

Основным требованием» предъявляемым к насос-компрессорам, является высокая точность изготовления отдельных детален п» в част­ ности, обойм, винтов, подшипников и др.

Таким образом» чтобы принять обоснованное решение о выборе типа насоса, следует учесть все перечисленные выше достоинства н недостатки поршневых и центробежных насосов, а также винто­ вых насос-копшрессоров для конкретных условии.

Для перекачки иефтп и нефтяных эмульсин (с содержанием сво­ бодного газа до 15%) но территории месторождений широкое распро­ странение получили у мае центробежные насосы с электроприводом.

Поршневые насосы могут применяться в основном на тех площа­ дях, где нефть содержит значительный процент парафина (15%) н дли ишрмажьдгой перекачки таких нефтей требуется не только их подогрев, но и сравнительно высокие давления, которые не могут разнить центробежные насосы.

На рис. 55 показаны области применения центробежных и порш­ невых насосов в зависимости от вязкости перекачиваемой жидкости н производительности насоса.

$ 1 РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАШСА СУЧЕТОМ РАБОТЫ ЕГО НА СЕТЬ

Рабочие органы центробежного насоса рассчитываются для опре­ деленного сочетания подачи, манора и числа оборотов» причем раз­ меры и форма проточной части выбираются так, чтобы гидравличе­ ские потери при работе на этом режиме были мттшдалтктвпнгцппг. Такое

162

сочетание подачи, напора и числа оборотов называется р а с ч е т ­ н ы м р е ж и м о м . Для правильной эксплуатации насоса необ­ ходимо знать, как изменяются напор, к. п. д. и мощность, потре­ бляемая насосом, при изменении его подачи, т. е. знать р а б о ч у ю х а р а к т е р и с т и к у насоса, под которой понимается зависи­ мость напора, мощности и к. п. д. от подачи насоса при постоянном числе оборотов.

Рис. 56. Схема пасосном установки (а) и характеристика сс работы (б). Qp — рабочий расход.

Формулы пересчета подачи Q, напора Н и мощности N для одного и того же насоса, работающего на разных оборотах я, имеют следу­ ющий вид:

Рабочая характеристика насоса может быть получена лишь опыт­ ным путем. Для всех центробежных насосов, выпускаемых нашей промышленностью, рабочая характеристика насосов строится из рас­

давление (в Н/м2) на свободные поверхности жидкости в резервуа­ рах 1 ж2 через р* и р 2, а отметки этих поверхностей и z2.

Сопротивление всасывающего трубопровода обозначим /ц, а на­ гнетательного h 2. При заданной конфигурации и размерах сети для

данного расхода Qc величины h t и h2 можно рассчитать. Обозначив через Ei и Е 2 энергию в конце и в начале сети, получим для энергии в контрольных сечениях у нагнетательного и всасывающего патруб­ ков насоса (из уравнения Бернулли)

Таким образом, потребный в системе напор Нс слагается из сле­ дующих составляющих:

р■— разности давлений в конце и в начале системы, вы­

раженной в метрах столба жидкости; Нг— геометрического напора в м;

U)\ — W ?

— ^ — разности скоростных напоров в конце и в начале

системы в м;

hc — h-i -f h2— гидравлического сопротивления системы, исключая насос, в м.

Заметим, что гидравлическое сопротивление системы пропорцио­ нально квадрату скорости и, следовательно, квадрату расходов, т. е.

(V-5)

так же как и разность скоростных напоров. Поэтому уравнение (V.4) можно представить так:

1G4

условиям материального и энергетического балансов системы, т. е. установившийся режим работы насоса в данной системе.

В § 9 главы III была рассмотрена параллельная работа насосов с целью увеличения производительности нефтепровода. Теперь рас­ смотрим последовательную работу их с целью увеличения напора.

Последовательная работ# центробежных насосов применяется в тех случаях, когда при неизменной подаче необходимо получить такой напор, который не может быть создан одним насосом. При этом общий напор равен сумме напоров обоих насосов, взятых при одной и той же подаче. Следовательно, суммарная характеристика насо­ сов 1 -j- 2 (рис. 57) получается сложением ординат кривых напоров I

Выше была рассмотрена работа центробежных пасосов на воде, тогда как на площадях нефтяных месторождений эти насосы пере­ качивают нефть и нефтяные эмульсищ вязкость которых может зна­ чительно (в 100 раз и выше) отличаться от вязкости воды. Поэтому при перекачке жидкостей, имеющих большую вязкость, чем вода, характеристики центробежных насосов могут существенно изме­ няться под влиянием дисковых и гидравлических потерь. Вслед­ ствие увеличения сопротивления на трение при прокачке вязких жидкостей в проточных каналах и трения поверхности уплотнитель­ ных колец рабочих колес насоса напор, производительность и к. п. д. уменьшаются, а потребляемая мощность увеличивается.

Изменение характеристик насосов при работе на более вязких жидкостях, чем вода, рассчитывается в основном по методике Гипронефтемаша, предусматривающей введение поправочных коэффициен­ тов K Q, К н , К ч к характеристикам, полученным при работе насосов на воде.

165

Пересчет характеристик центробежных насосов отводы на вязкую жидкость основывается на применении теории гидродинамического подобия. Определяющим критерием при этих пересчетах является критерий Рейнольдса, имеющий следующую формулу записи:

где QB — производительность насоса, работающего на воде, соответ­ ствующая максимальному к. п. д., в л/сек; D3 — эквивалентный диаметр рабочего колеса в смх

D3— \/ 4D2b2K ,

где D 2 — внешний диаметр рабочего колеса в см; bz — ширина лопатки рабочего колеса на внешнем диаметре в см; К — коэффи­ циент сужения, который для всех случаев можно принимать равным 0,9.

Рнс. 58. Кривые по­ правочных коэффици­ ентов дан пересчета характеристик цен­ тробежных насосов о воды на вязкие

жидкости.

В зависимости от критерия Re по графикам, представленным на рис. 58, являющимся обобщением экспериментальных данных работы центробежных насосов на высоковязких жидкостях, опре­ деляются к. п. д. насоса и относительные коэффициенты K Q, К н и для производительности, напора и к. п. д.

Для пересчета характеристик необходимо знать характеристику насоса при перекачке воды и вязкость жидкости, на которой должен работать насос. По оптимальному значению QB, соответствующему максимальной величине к. п. д., взятому из характеристики насоса при работе на воде, определяется по формуле (V.7) значение крите­ рия Re при работе насоса на вязкой жидкости. Затем из графиков, приведенных на рис. 58, определяются относительные коэффициенты KQt Кн и Кп, позволяющие вычислить значения @н, Нн и т)н при работе насоса на вязкой жидкости.

166

Таким образом, подача, напор и к. п. д. насоса при перекачке вязкой жидкости равны:

С?нефти ~ ' ^ Q Q в’

Н нефти О Д р

^нефти = -^лИв*

Потребная мощность насоса определяется по формуле

где р — плотность жидкости в кг/м3; Q — производительность на­ соса в м3/сек; Н — напор в м столба перекачиваемой жидкости.

n,<D0<DZ'

Рис. 59. Совмещенная харак­ теристика работы центро­ бежного насоса и нефтепро­ вода с учетом вязкости пере­ качиваемой жидкости.

Имеется также много других методик пересчета характеристик центробежных насосов с воды на жидкость другой вязкости. В ча­ стности, в методике, изложенной в работе [33], характерным явля­ ется то, что число Рейнольдса определяется по формуле

отличающейся предельной простотой и достаточно высокой точно­ стью. Определение числа Рейнольдса по данной формуле не тре­ бует знания геометрических размеров колеса центробежного насоса, что может существенно облегчить расчеты.

После того как сделан пересчет известной характеристики работы насоса с воды (Q—Я воды) на вязкую жидкость {Q—Hmфтн), необходимо найти рабочую точку 1 (рис. 59), получающуюся при пересчете

167

характеристик насоса и трубопровода. Для определения действитель­ ного режима работы трубопровода (т. е. его характеристики) тре­ буется найти зависимость потерь напора в трубопроводе hTp от рас­ хода Q. В общем виде такая зависимость hTp= / (Q) для трубопро­ вода может быть построена по точкам как в области ламинарного

который, как видно, пропорционален коэффициенту кинематической вязкости

<?KP = W ,

где

Зная зависимость коэффициента кинематической вязкости от тем­ пературы v = f (Т), можно построить график, позволяющий быстро определить критический расход перекачиваемой жидкости QKp = / (v) для трубопровода одного или различных диаметров D t < D 0 < D 2. На рис. 59 tg а = п = 1820 D 0. На этом рисунке (верхняя часть) изображены еще шесть зависимостей: потери напора при ламинарном /*гР и турбулентном Щр режимах движения, показанные соответ­ ственно линиями 0—а и b—с; зависимость производительности цен­ тробежного насоса от напора Q—II при перекачке воды и нефти; за­ висимость производительности центробежного насоса от к. п. д. и, наконец, зависимость мощности насоса от производительности его Q—N. Графическая зависимость потерь напора hTp от расхода Q (линия 0—а) построена по формуле (III.9). Поскольку в области ламинарного режима (Q <С(?Кр) эта зависимость линейна, достаточно определить одну точку а. отвечающую QKp:

или, подставляя в данную формулу вместо QKpее значение из формулы (V.9), получить

ntt>

В турбулентной области (закон Блазиуса) потери напора со­ гласно (III.9) при критическом значении расхода выражаются фор­ мулой

по которой величина потерь напора получается несколько большей, чем при ламинарном режиме движения (участок а—Ь).

Кривая Ъс выражает закон зависимости потери напора от расхода в области турбулентного режима, причем начальная ветвь этой кри­ вой описывается уравнением (V.13). Когда расход в трубопроводе достигнет значения Qи соответствующего режиму «гидравлически гладких» труб, и начнет переходить в режим смешанного трения, значение этого расхода может быть найдено по эмпирической формуле

\DJ

Вобласти расходов выше Qi закон сопротивления все больше

приближается к квадратичному. Здесь для построения кривой hTp = f(Qi) необходимо найти две-три точки при значениях расхо­ дов, меньших и больших заданных для проектирования.

Таким образом, для известного диаметра трубопровода D 0, от­ носительной шероховатости 2e/D0 и кинематической вязкости жид­ кости мы нашли пересечение характеристик насоса и трубопровода в точке 1. Опуская перпендикуляр из точки 1 на ось расходов Q, получаем точки пересечения 2, 3 и 4, соответственно определяющие к. п. д. насоса, мощность его и расход жидкости.

Построение данного графика показало, что пересечение в точке 1 кривых, характеризующих работу трубопровода (D0) и насоса, происходит при максимальном к. п. д. насоса. А как быть в том слу­ чае, когда при подобном построении графика мы попадаем в область низких к. п. д. насоса? Тогда можно идти по одному из следующих путей, изменяя:с 1) вязкость перекачиваемой жидкости; 2) диаметр трубопровода; 3) напор насоса; 4) производительность насоса.

Пунктирные линии на рисунке показывают поиск максимального

к.п. д. насоса при изменении диаметра напорного трубопровода. Таков в общем принцип расчета и подбора центробежного насоса,

работающего на жидкости, отличающейся от воды.

§ 3. НЕКОТОРЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВИНТОВЫХ НАСОС-КОМПРЕССОРОВ

Винтовые насосы-компрессоры по принципу действия относятся к типу объемных (поршневых), и подача жидкости или газа в них производится вращающимися винтами, находящимися в зацеплелении. Типовая конструкция винтового насос-компрессора показана на рис. 60. Перекачиваемая жидкость или газожидкостная смесь движется в корпусе насоса поступательно, и при равномерном

469.